автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Исследование системы внутреннего водяного охлаждения рабочих лопаток высокотемпературной газовой турбины

Всероссийский дважды ордена Трудового Красного Знамени теплотехнический научно-исследовательский институт

На правах рукописи

УДК 621.438.081.82.001.5.

ХОМИЧЕНКО Вячеслав Николаевич

ИССЛЕДОВАНИЕ СИСТЕМЫ - ВНУТРЕННЕГО ВОДЯНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ РАБОЧИХ 1ШАТ0К ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНОЙ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

05.04.12 - Турбомашины и турбоуетановки

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1994

Работа выполнена ео Всероссийском дважды ордена Трудового Красного Знамени теплотехническом научно-исследовательском институте.

Научный руководитель - доктор технических наук Ольховский Г.Г.

Официальные оппоненты - доктор технических наук,

профессор Плотшш Е.Р. - кандидат технических наук, доцент Иванов Б.Л, Ведущее предприятие - Акционерное общество "Ленинградский

металлический завод" (г. Санкт-Петербург) (АО ДГЙЗ)

Защита диссертации состоится " "_1994 г.

в _ чзсоб на заседании специализированного совета Всероссийского дважды ордена Трудового Красного Знамени теплотехнического научно-исследовательского инсиг 'та.

Отзывы в двух экземплярах, подписанные и завареннне печатью учравдения, просим направлять по.адресу: 109280, Москва, ул. АЕТозаподская, 14/23, ВТИ, Учений совет.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке института.

Автореферат разослан " "_1994 г.

Ученый секретарь

специализированного _____

совета, к.т.н. —-рр' П.А.Березинец

Актуальность темы. Ориентация энергетических систем на использование парогазовых схем выработки тепловой и электрической энергии требует постоянного улучшения технико-экономических показателей газотурбинных установок за счет повышения начальной температуры газов и соответствующего совершенствования систем охлаждения газовых турбин.

В настоящее время охлаждение лопаточного аппарата газовых турбин при начальной температуре газов до 1650-1700 К осуществляется воздухом, отбираемым из компрессора ГГУ. Системы воздушного охлаждения лопаток достигли высокого совершенства и продолжают развиваться.

Для стационарных высокотемпературных газовых турбин, работающих в составе ПГУ, привлекательно водяное охлаждение. Питательная вода котла-утилизатора, благодаря большой теплоемкости и плотности, является гораздо более эффективным, чем воздух охладителем лопаток газовой турбины. При водяном охлаждении лолагок турбины существенно возрастает удельная мощность ГТУ в ПГУ. Тепло газов, отведенное от лопаток охлавдащей водой, можно использовать в цикле ПГУ. Потери и отвод тепла охлаждения будут меньше, а экономичность ГГУ и ПГУ выше при внутреннем естественно-конвективном охлаждении рабочих лопаток турбины. В системе такого охлаждения наименьше по сравнению с другими системами потери охлаждающей воды. За критическое давление воды позволяет нагреть ее в охлаждающих каналах до закритической температуры, при которой температура лопаток будет соответствовать уровню жаропрочности современных лопаточных материалов.

Естественно-конвективная циркуляция воды обеспечивает авторегулирование ее расхода, переноса тепла в охлаждающих каналах' и температуры рабочих лопаток при изменении их тепловой нагрузки и окружной скорости.

Применение системы естественн'о-конввктявного охлаждения в газовых турбинах связано с преодолением значительных трудностей и требует решения ряда научных и технических задач. Некоторые из них рассматриваются в диссертации.

Для проектирования водоохлавдземых рабочих лопаток необходимо располагать достаточно точными и надежными методами расчета циркуляции воды, переноса тепла и теплообмена в охлаждапцих каналах.

Исследование системы охлаждения, разработка конструкций и технологий изготовления рабочих лопаток и других узлов, обеспечивающих эксплуатационную надежность водоохлаждаемого ротора турбины, являются условием создания мощных энергетических ГТУ повышенной эффективности для высокоэкономичных ПТУ. -

Цель работа. Совершенствование метода расчета и устройства системы, внутреннего водяного естественно-конвективного охлаждения рабочих лопаток высокотемпературной газовой турбины на основе математических моделей и экспериментального исследования циркуляции воды, переноса тепла и. теплообмена в охлаждающих -каналах при значениях параметров состояния воды, центростремительного ускорения и тепловой нагрузки каналов, близких таковым в лопатках мощной энергетической ГГУ.

Разработка по результатам этих исследований рекомендаций по рациональному проектированию системы охлаждения и технологии изготовления рабочих лопаток и водоохлаждаемого ротора в целом, обеспечивающих его эксплуатационную надежность в условиях энергетической. ГТУ.

Научна^ новизна. Разработан способ косвенной оценки изменения естественно-конвективного переноса тепла от изменения температуры и давления воды в охлаждающих каналах рабочей лопатки турбины. Определен дигчазон значений температуры, воды, в котором при значениях ее давления, соответствующих значениям окружной скорости рабочих.лопаток турбин современных энергетических ГТУ, надежное охлаждение лопаток сочетается с ограниченным отводом тепла в систему охлаждения. Проведена опытная проверка динамики процесса авторегулирования температуры рабочих лопаток при изменении режимных параметров турбины.

Экспериментально подтверждена б широком диапазоне изменения центростремительного ускорения и тепловой нагрузки диаметральная антисимметрия циркуляции воды и разработанная каее основе математическая модель расчета теплообмена и определения температуры воды в подводящей трубке и коллекторе рабочей лопатки.

Получены экспериментальные данные по влиянию петлевых охлаждающих каналов на равномерность и относительную глубину охлаждения рабочих лопаток, гидравлике и теплообмену в петлевом канале, обобщенные в виде критериальных зависимостей.

Б условиях опытно-промышленной ГГУ исследована эксплуатационная надежность и усовершенствована конструкция узлов водо-охлавдаоглого ротора. На основе полученных результатов разработаны рекомендации по конструкции и технологии изготовления деталей и узлов водоохлаждаемого ротора для турбины мощной энергетической ГТУ.

Достоверность полученных; данных обоснована;

- применением апробированных методов экспериментального исследования и средств измерений опытных параметров, тщательной оценкой погрешностей опытных параметров, обобщения и определения итоговых величин;

- практическим использованием полученных результатов при доработке и наладке водоохлаяиаемого ротора турбины'ГТУ;

- удовлетворительным совпадением результатов поверочных расчетов с результатами измерений температуры рабочих лопаток.

ПрактичеркдА ценность и реализации в прсмыаденнооти. Применение разработанного способа оценки изменения естественно-конвективного переноса тепла от изменения температуры и давления воды в охлаядакщих каналах позволяет прогнозировать стабильность авторегулирования температурного состояния рабочих лопаток проектируемой водоохлавдаемой турбины как на номинальном режиме, так и при пуске ГТУ.

Расчет теплообмена в системе охлавдения, основанный на диаметральной антисимметрии и использовании петлевой схемы циркуляции, обеспечит точное определение температуры воды в подводящей трубке, коллекторе и охлавдащих каналах рабочих лопаток, при высокой равномерности их охлавдения.

Разработанные рекомендации по конструкции и технологии изготовления деталей и узлов водоохлаадаемого ротора способствуют повышению его эксплуатационной надежности.

Результаты работы использованы в технических предложениях по перспективной энергетической ГГУ с одноконтурным водяным охлаждением лопаток турбины, выполненных совместно с турбостроительными заводами.

Личный вклад автора заключается в постановке задач, составлении программ и методик исследований, подготовке модельной установки и ГТУ к испытаниям, обработке, анализе, обобщений и

оценка точности экспериментальных данных, совершенствовании эксплуатационной надежности ротора экспериментальной газовой турбины с водяным охлазденивм; разработке рекомендаций по конструкции и технологии изготовления деталей и узлов водоохлаздаемо-го ротора для турбины мощной энергетической ГГУ.

Автор заашиает .

- методики проведения исследований циркуляции воды, переноса тепла и теплообмена в системе охлаждения рабочих лопаток "турбины на модельной и газотурбинной установках;

- разработку методик определения температуры воды в подводящей трубке и коллекторе рабочей лопатки, расчета гидравлического сопротивления, расхода, нагрвБа и температуры воды в петлевом охлаждающем канале, оценки влияния на интенсивность и авторегулирование переноса тепла физических параметров воды в системе охлаждения;

- результаты экспериментального исследования циркуляции воды и переноса тепла в подводящей трубке рабочей лопатки;

- результаты опытной проверки динамики процесса аЕТорегули рования температуры рабочих лопаток при до- и закритическом состоянии вода е охлавдакщих каналах;

- результаты экспериментального исследования влияния ветле вих каналов на эффективность охлавдения рабочих лопаток, критериальные зависимости для расчета коэффициентов гидравлического сопротивления и теплоотдачи в летлег.ом охлэяданадем канале;

- разработку рекомендаций по рациональному проектированию и повышению эксплуатационной надежности водоохлаящаемого ротора турбины энергетической ГГУ.

Апробация, работы. Материалы диссертационной работы бкли доложены и обсуадены на ХШ1 и ХХХУ1 Всесоюзных научно-технических сессиях по.проблемам газовых турбин (Ленинград, Г386; Харьков, 1987). По выполненным разработкам поданы три заявки на изобретение и получены авторские свидетельства.

Бублвкация -работе. По теме диссертации автором опубликовано 3 печатные работы.

Структура и объем таботр. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и библиографического списка из 37 наименований; содержит 107 машинописных страниц основного текста, 47 рисунков, 5 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ •

Бо введении обоснована актуальность темы.

В первой гл^ве рассмотрены особенности устройства системы внутреннего водяного, естественно-конвективного охлаждения рабочих лопаток газовой турбины и отвода тепла в зону принудительной циркуляции водоохлаждаемого ротора (рис. I); приведен обзор литературных данных, анализ и постановка задачи исследования.

Теоретические и экспериментальные исследования, результаты которых проанализированы в обзоре, касаются наиболее важных факторов процесса переноса тепла при естественно-конвективной циркуляции воды в охлаждающих каналах: механизма движения и взаимодействия потоков холодной и нагретой воды (центробежного и центростремительного потоков); гидравлического сопротивления, перепадов температуры и теплообмена; атияния на перенос, тепла физических параметров вода.

По условиям циркуляции взаимодействие центробежного и цент-' ростремительного потоков воды происходит только в одиночных каналах (подводящей трубке и тупиковых охлавдаидих каналах рабочих лопаток) при трех картинах точения - диаметрально антисимметричной, осесимметричной и вихревой. При диаметрально антисимметричной картине течения полагается, что потоки раздельны коряолисо-еыми силами и взаимодействуют в плоскости, проходящей через ось канала и ось вращения; осесимметричной - концвнтрично расположены б центральной части канала и вблизи стенки канала; вихревой - многократно пересекаются, образуя циркуляционные контуры. В петлоЕых охлаждающих каналах потоки разделены по ветвям и не взаимодействуют.

Взаимодействие потоков и теплообмен в одиночных радиально-вращающихся каналах исследовались в ЦЦАМ - Романовым А.Г., Хомяковым М.И., Аваковым А.Е.; ЦКГИ - Зысиной-Мбложен Л.М., Нетуховым Б.Г., Ткаченко Г.М. Гидравлика и теплообмен в петлевых

Рис. X. Схема системы охлаждения ротора газовой турбины I - охлаждающий канал; 2 - коллектор; 3 - подводящая трубка; 4 - зона принудительной циркуляции; 5, 6 - зоны естественно-конвективной циркуляции

каналах исследовались в МВТУ - Уваровым В.В., Манушиным Э.А., Ивановым З.Л., Лапиным Ю.Д. Экспериментальное исследование теплообмена в петлевом канале проводилось в статических условиях. Для применения полученных результатов к условиям вращения необходимо знать' коэффициент гидравлического сопротивления петлевого канала. Рекомендации по расчету этой величины в условиях вращения основаны на результатах исследования гидравлической сети, подобной петлевому каналу, без подвода тепла, при вынужденном течении воды в канале^

Характерной особенностью перечисленных исследований гидравлики и теплообмена являются сравнительно низкие значения температуры и давления водн, центростремительного ускорения и тепловой нагрузки каналов в опытах по отношению к тем, какие будут в охлаждающих каналах рабочих лопаток турбины мощной энергетической ГТУ.

Значения этих параметров были близки к реальным в охлаждающих каналах рабочих лопаток экспериментальной газовой турбины, разработанной в ВТИ под руководством Г.И.Шувалова для исследований систем водяного охлаждения ротора (подобна изображенной на рис. I) и статора турбины. Наладочные испытания турбины, выполненные с участием Д.И.Мариева, И.К.Горбунова, Ю.А.Балашова, Л.И.Гладкова, А.Г.Тумановского, автора и др., показали, что технологические изгибы тупиковых охлаждающих каналов при переходе в хвостовик, ориентированные против направления вращения лопаток, вызывают повышение температуры воды в каналах до закритических значений, а неравномерности температуры лопаток до недопустимой по их т-нлпротенному состоянию. Это соответствовало картине диаметрально антисимметричной циркуляции водн, при которой в изгибе должно происходить двухкратное пересечение центробежного и центростремительного потеков воды.

На основании обзора литературы, анализа опыта и состояния проблемы расчета я проектирования т од о о хла жда е м о г о ротора в диссертации были пост-аз лены и решались вопросы теоретического и экспериментального иссгацогании системы охлаждения рабочих лопаток, г. частности, вопрос о необходимости применения и исследования петлег.нх охлаждающих каналов, в которых центробежный и центростремительные потоки не гзаимодеЯствуют; вопросы конст-

рукции и технологии изготовления деталей и узлов, повышения эксплуатационной надежности водоохландаемйго ротора дан турбины энергетической ГТУ.

Во второй главе приводится разработанная а вторил математическая модель и методика расчета гидравлики и теплообмена в системе охлаждения рабочих лопаток. Выделены основные этапы расчета - определение температуры воды в подводящей трубке и коллекторе рабочей лопатки, расчет граничных условий теплообмена на основе расчета расхода воды в петлевом' охлаждающем канале, оценки способности системы охлаждения к авторегулированию переноса тепла в охлаждающих каналах лопатки.

Необходимая температур воды в коллекторе Ткол обеспечивается ее температурой на входе в ротор, нагревом в зоне принудительной циркуляции ротора и перепадами температурыд Т на входе, по длине и выходе из подводящей трубки. Значение Тцси определяется методом последовательных приближений, исходя из диаметрально антисимметричной картины течения в подводяшей трубке.

Расчет значений перепадов температуры еоды в подводящей трубке, имеювдзй внутренний диаметр а. , длину 2 , средний радиус вращения Р , тепловую нагрузку Ц и относительную циркуляцию воды £ по отношению к расходу в ротор, производится на основе критериальных зависимостей теплообмена, полученных в ЩАМ

Давление воды Р^ в подводящей трубке и охлаждающих каналах л " '

Р = Р

8 ь А

О

где Р0 - давление воды на входе в ротор;Ы - угловая скорость ротора; р = р(?д Ра) - плотность, определяемая температурой Тд и'давлением ' воды в системе охлаждения.

Расход воды Скв петлевом охлаждающем канале определяется из решения системы уравнений, проанализированных в МВТУ (рис. 2)

Рис. 2. Расчетная схема петлевого канала

с = з13Я)ург'г (3) к V 32

где: ^г,/? - коэффициент гидравлического сопро-

тивления, плотность теплового потока, угловая скорость, радиусы вращения и длина перемычки канала; /$,Ср,Р - коэффициент объемного расширения, уД9лъные_теплоемкость и плотность воды, определяемые ее температурой 7ц и давлением ~РВ на среднем радиусе вращения канала ; - длина пера рабочей лопатки.

Решение вышеуказанной системы уравнений относительно коэффициента гидравлического сопротивления канала ^ дает способ его расчета по режимным параметрам канала

рр2(~р а>г*г3(£-/?пл' _ /^т/ о (4)

~ 2 и;

нагреву воды Л~Г, окружной скорости Ы на радиусе вращения ^ и средней, скорости веды в канале V , равной

4 %(2ЬпЩ/лТсРс1р (5)

Величина уЗр2/Ср в решении (3), которое в общем случае справедливо и для тупикового канала, позволяет оценить свойство воды как охладителя, поскольку она определяет соотношение нагрева дГ и разности платности дР воды, которые авторегули-руются в канале при подводе тепла. Поэтому величина рр2/Ср определяет способность системы охлаждения к авторегулированию расхода воды, переноса тепла в охлаждающих каналах и температуры лопаток при изменении их тепловой нагрузки.

На рис. 3 показано изменение величины рр/Ср . рассчитанное с использованием таблиц теплофизичесхих свойств воды. Видно, что повышение температуры 7& приев докритическом состоянии усиливает перенос тепла, критическом - делает его максимальный, закритическом - ослабляет тем больше, чем ближе давление воды к критическому. Повышение давления воды стабилизирует авторвгулированиа переноса тепла. Это првдопредвля-

Рис. 3. Изменение величины в зависимости от температур) и давления

воды

I - Р6 = I МПа; 2- 5 , 3 - .10 , 4 - 15 , 5 - 20 , 6 - 22,5 , 7 - 25, 8 - 30, 9 - 35, 10 - 40, II - 45, 12 - 50, 13 - 60; х - состояние фазового перехода

вт эффективность использования естественно-конвективного охлаждения работах лопаток в турбинах мощных энергетических ГТУ. При давлении воды 50-70 Ща, соответствующем окружной скорости рабочих лопаток 310-370 м/с уровень значений ^ р 2/ Ср позволяет повысить температуру воды Т в в охлаждающих каналах лопаток до 700-800 К, с соответствующим повышением жаропрочности материала последних, и уменьшить отвод тепла охлавдающей водой в указанном интервале Т^ на 30-70$.

Б_ третьей главе дано описание стендовых водоохлаяяавмнх установок, модельной и газотурбинной с экспериментальной газовой турбиной (ЭГГ), устройства и технология изготовления рабочих лопаток ЭГТ, рассмотрены вопросы методики исследования и обработки опытных данных. Представлены результаты экспериментального исследования и проверки математической модели и методики расчета гидравлики и теплообмена в системе охлаждения рабочих лопаток турбины, оценка точности выполненных исследований. Работа на установках выполнялась при организационно-техническом содействии И.К.Горбунова, А.Г.Тумановского, Ю.А.Балашова.

На модельной установке исследовался теплообмен и надежность определения температуры еоды в подводящей трубке и коллекторе рабочей лопатки. Подводящая трубка являлась составной частью модели хвостовика водоохлаадаамой рабочей лопатки. Внутренний диаметр подводящей трубки 4 =12 мм (среднее значение диапазона изменения 4 , исследованного в 1ЩАМ), относительная длина 6 /с1 = 16,7, относительный средний диаметр вращения 2 = = 3,0. Модели устанавливались на диск ротора и омывались горячими газами, которыми продувалась кольцевая проточная часть установки, соосная с ротором. Ротор приводился во вращение паровой турбиной, горячие газы поступали из камеры сгорания. Охлаждающая вода - конденсат в ротор подавалась и отводилась через специальный узел ввода с гидродинамическими (импеллер-нкш) уплотнениями. Температура воды измерялась в коллектора и двух сечениях подводящей Трубки. Ротор был снабжен токосъемником и тахогенератором. Количество тепла, переносимое водой по подводящей трубке, оценивалось по расходу и нагреву воды на выходе из ротора.

Диапазоны изменения основных опытных параметров на модельной установке составляли: температуры и расхода газов

у^ = 623-1223 К, 0,34-0,45 кг/с; скорости вращения ротора 11 = 1500-3000 об/мин; расхода и нагрева воды на выходе из ротора Сто= 1,0-1,38 кг/а, АЬ = 6-32 К; количества тепла, плотности теплового потока к торцу и центростремительного ускорения на среднем диаметре вращения подводящей трубки Ц = 0,7-2,9 кВт, • ^ = 5,9-28 МВт/м2, = (9,1-37)«Ю3 м/с2 (ЦС ускорение на порядок больше, чем в опытах ЦЙАМ и близкое для подводящей трубки в ГТУ).

На газотурбинной установке (ГТУ) выполнялись опытная проверка влияния физических параметров воды на перенос тепла в охлаждающих каналах и температуру рабочих лопаток, динамика процесса авторегулирования температуры лопаток при до- и закри-тическом состоянии воды в охлаждающих каналах, оценка эффективности охлаждения рабочих лопаток с петлевыми охлаадающими каналами, исследование гидравлики и теплообмена в таких каналах, совершенствование эксплуатационной надежности водоохлавдаемого ротора ЭГТ. Б состав ГТУ входят: одновальная турбогруппа с ЭГГ / и осевым компрессором, воздухоподогреватель рекуперативного типа, электрогенератор, приводимый через редуктор. Расход воздуха через компрессор ПУ Скп~19 кг/с, степень сжатия 5Г^2,0. Номинальное значение начальной температуры газов в ЭГТ Т* = 1473 К, частоты вращения ротора 11 = 5000 об/мин, окружной скорости рабочих лопаток Ц = 262 м/с. Мощность электрогенератора Мэ = 1500 кВт при частоте вращения 1000 об/мин.

Цилиндр ЭГТ двухстенный сварной, водоохлавдаемый, камера сгорания, встроенная г цилиндр, блочно-кольцевая с 20 Жаровыми трубами, приспособленная для сжигания природного газа.

Водоохлаждаемнй сопловой аппарат турбины состоит из 40 направляющих лопаток. Ротор двухопорный с 64 рабочими лопатками. Хорда рабочей лопатки Ь = 64 мм, диаметр входной кромки

5,0 мм, выходной - 3,2 мм, геометрические углы вхо-

да и выхода газа р - 34°;~ = 27°. Длина пера направляющих и рабочих лопаток |_п= 0,1 м, средний диаметр 0 = I м. Номинальное значение центростремительного ускорения рабочих лопаток I = 1,4-Ю5 м/с2 (дня модной П'У ^ = (1-1,5).Ю5 м/с2), дав,-леш;.1 воды в охлаждпющих каналах за критическое Р = 36 МПа.

Критическому значении давления соответствовали значения й~225 м/с, } «1-Ю5 м/с2.

Конфигурация внутренних полостей ротора и подводящих трубок рабочих лопаток были аналогичны показанным на рис. I. Конструкция узла ввода охлаждающей вода - такая же как у ротора модельной установки.

Внутренний диаметр подводящих трубок составлял Ц = 6 мм,■ относительная длина Ь/й. = 36,7, относительный средний диаметр вращения /Е = 2,73. Подводящие трубки имели разъемы, необходимые для установки и снятия лопаток с диска, которые уплотнялись паяными соединительными муфтами.

Охлаждающие каналы большинства рабочих лопаток (58) были тупиковыми. У шести лспаток охлаждающие каналы в зонах кромок были петлевыми о тремя дублировавнн1.^ вариантами расположения: одиночные петлевые каналы, парные петлевые каналы, петлевые каналы с длинной периферийной перемычкой. Тупиковые и петлевые охлаждающие каналы зоны выходной кромки (три пары) имели диаметр С1 = I мм, остальные каналы (шесть пар) 1 = 2 мм. Охлаждающие каналы были выполнены в виде отрезков капиллярных трубок, объединенных коллектором. Из коллектора каналы выводились на среднюю линию профиля пера лопатка. В местах перехода их хвостовика в перо лопатки каналы имели изгиб, наибольший у каналов кромочных зон. Трассировка каналов непрямолинейной фотаы, обеспечивалась благодаря составной(ксмгвитной) конструкции лопаток. При изготовлении лопаток заготовки их составных частей, разделенных по средней линии профиля -(материал сталь ЭИ802), сваривались по высоте после размещения в зазоре между ними каналов (трубок) и пропаивались по зазору автовакуумной пайкой припоем ВПр-4. После механической обработки и гидроиопытания лопатки термопрапариро-вались. Термопары устанавливались в шести точках среднего и двух точках периферийного сечений лопаток. В среднем сечении на входной и выходной кромках, середине спинки и корытца, в зоне выходной кромки у ветви одиночного петлевого канала. В периферийном сечении на входной и выходной кромке у периферийной перемычки одиночного петлевого канала.

Тепловая нагрузка тупикового и петлового охлаждающих каналов, нагрев воды и граничные условия теплообмена в них определя-

лись по количеству тепла, подводидаму от газов к участкам лопатки, охлаждаемым каналами. Необходимые для этого средние коэффициент теплоотдачи и температура газов рассчитывались исходя из баланса тепла в турбине.

Нагрев воды в одиночном петлевом охлаждающем канале (канал выходной кромки) определялся на основании анализа теплового состояния последней. Температура кромка зависела от направления течения (центробежного или центростремительного) в ветви канала, охлаждающей выходную кромку. Для индикации ветвей канала по-направлению течения охлаждающей воды сравнивались опытные и рассчитанные по условиям теплопередачи через цилиндрическую стенку значения температуры кромки Тм . Это позволило установить зависимость температуры Тд и нагрева Д Т воды в канале от температуры-выходной кромки Тм и вода в коллекторе Тк0/) лопатки.

Коэффициент теплоотдачи охлаждаидей воды в канале Д.б определялся по ее температуре Тв и плотности теплового потока (Ц на внутреннюю поверхность канала.

Для передачи сигнала термопар на потенциометр КСП-4 использовался щеточный токосъемник СК-20, разработанный и изготовленный в ИТТФ АН Украины. Частота вращения ротора измерялась частотомером.

Расход и нагрев воды в зоне принудительной циркуляции ротора турбины измерялся стандартными расходомерным устройством и термометрами.

Стабильность режима ЭГТ контролировалась по постоянству значений температуры лопаток, газов за турбиной и частоты вращения ротора.

Исследования были проведены в широком диапазоне изменения режимных параметров ЭГТ: ц= 1200-5000 об/мин; Ц = 63-262 м/с, (0,08-1,37).Ю5 м/с2; Тц = 678-1493 К; 648-1453 К, Т*= 638-1423 К; & = 0,14-2,0 кг/с; Дt= 10-50 К.

^Обтекание рабочих лопаток в среднем сечении характеризовалось углами атаки Ь = -32 +3°, скоростями \л/| =50-250 м/с, у/2= 100-450 м/с; 0,3-0,65; Че2 = 8-104 - 2,5-Ю5, тепловой нагрузкой лопаток С^д= 0,03-0,29 МВт/м2, каналов а = 62-560 Бт, О, = 98-890 кБт/м*.

к тк

Независимое изменение П и Т^ обеспечивалось регулированием мощности пускового электродвигателя, дросселированием воздуха на входе в компрессор, включением в сеть электрогенератора ПУ.

Важным этапом опытов на модельной установке стало подтверждение диаметральной антисимметрии циркуляции воды в подводящей трубке (рис. 4). Такой характер температурного поля в поперечных сечениях подводящей трубки показал насколько стабильным и не зависящим от изменения плотности теплового потока и центростремительного ускорения % является разделение центробежного и центростремительного потоков кориолисовыми силами.

Опытные значения температуры воды и ее перепадов в подводящей трубке и коллекторе моделей были выше рассчитанных по зависимостям (I) и сильнее зависели от ^ . Однако по мере увеличения ^ сходимость опытных и рассчитанных значений перепадов температуры воды улучшалась.

Обобщение полученных результатов в виде зависимостей

А1ы=С(СгР-1)П; ^¡/(ОгРг)П = С£т нение их с

зависимостями (I) представлено на рис. 5, 6. Расхождение опытных и расчетных зависимостей А/ц ■= С (СхРс)П Н9 оказывало заметного влияния на сходимость опытных и расчетных значений температурь? воды в коллекторе (5-10$), поскольку доли перепадов температуры в подводящей трубке и на входе-выходе в коллектор от общего перепада температуры между зоной принудительной цир. у-ляции воды и коллектором не превышали 25$. Опыты подтвердили пригодность зависимостей (I) для расчета перепадов и определения температуры воды в подводящей трубке и коллекторе рабочей лопатки в диапазоне значений критериального комплекса СхРх = МО9 - 3-Ю10.

Проверенная на модельной установке методика определения температуры воды в коллекторе рабочей лопатки была использована при обработке и обобщении опытных данных по теплообмену в системе охлаждения и температуре рабочих лопаток ЗГГ.

Для опытной проверки на ЭГТ влияния физических параметров воды на перенос тепла в охлаждающих каналах использовались рабочие лопатки с тупиковыми,охлаждающими каналами, в которых температура воды достигала закритических значений.

Т,к

350 ЗЬО 330

зго зю

ЗОЛ

к ?

?

—* > /—

в 10 d

ММ

Рис. 4. Изменение температуря воды в сечении подводящей трубки модели

I - направление вращения; 2 - И = 1500 об/мин; } = 9,13.Ю3 м/с2; СГ = 10,5 МВт/кг; 3 - 200, 16,2-Ю3, Г7,2; 4 - 3000 , 36.5.I03, 25,5

Ь1и ■ 3

о — / • -г *

> • %

^ < • |

/О1

10>

Н 5 6 7 89 10'° Сгрг

Рис. 5. Теплообмен в подводящей трубке

1 - между сечениями I в 2

2 - на выходе в коллектор ____ Расчет по методика ЦИАМ

* И

о"

О, ОЙ

0,07 0.06

1 °° оо о г

с Э-агг

о 0

0,4

о.? 0,6 0,1 0,8 0,3 1,0 1,4 /,6 1,8 в

Рис. 6. Зависимость теплообмена на входе в подводящую трубку от относительной циркуляции воды

____ Расчет по методике ЦИАМ

Эпюры, представленные на рис. 7,а, отражают динамику процесса авторегулирования переноса тепла и температуры рабочих лопаток тм с изменением тепловой нагрузки (Ц и окружной скорости Ц лопаток. Видно, что при докритических значениях температуры и давления воды ( и ^ 225 м/с, эпюры 1,2,3) повышение температуры газов, окружной скорости и плотности теплового потока сопроводцалось постепенным, плавным ростом неравномерности температуры лопаток, вызванным различными сопротивлением циркуляции и нагревом воды в тупиковых охлаждающих каналах из-за взаимодействия центробежного и центростремительного потоков, наиболее сильного в охлаждающих каналах кромочных зон. Сдерживанию роста неравномерности температуры лопаток способствовало усиление переноса'тепла за счет увеличения значений рр^/Ср от увеличения нагрева и температуры воды в охлаждающих каналах. Но когда давление вода превышало критическое значение ( и > 225 м/с; эпюры 4,5), неравномерность температуры лопаток становилась недопустимо большой, несмотря на меньшие, чем при Ц = 215 м/с (эпюра 3) значения фл - Зт0 соответствовало

изменению величины .рр^/Ср (рис. 3), значение которой уменьшалось от нагрова воды в охлаждающих каналах лопаток, я тем сильнее, чем ближе давление воды Рв было к критическому.

Сравнить способность системы охлаждения к авторегулированию переноса тепла в охлаждающих каналах и температуры лопаток при до- и закригяческом состоянии воды позволяет сопоставление эпюр температур температурных полей, представленных на рис. 7,б,в.

При докритическом состоянии воды ( Ц = 204-220 м/с) (рис. 7,6) существенный разброс температуры воды Тй в охлаждающих каналах не влиял на характер температурного поля лопаток.

Отношение приращений температуры лопаток температу-

ры газов добыло практически неизменным и составляло ~ 0,18. Слабая зависимость температуры лопаток от температуры газов свидетельствовала о невозможности значительного уменьшения отвода тепла от рабочих лопаток за счет повышения Тц з области докритическсго состояния воды.

Переход вода в закритическоз состояние ( Ц = 262 м/с), в частности, в охлаждающих каналах кромочных зон,"ослаблял авторегулирование температуры кромок (рис. 7,в). Отношение при-

tí)

Рис. 7. Изменение температурного поля профильной поверх" ностя рабочих лопаток а) I - Ц = 94 м/с, 1063 К, = 0,117 МВт/м2 2 - 165, 1148, 0,19; 3 - 215, 1328, 0,19; 4 - 235, 1093, 0,21; 5 - 262, 1173, 0,258

б)1Í = 204-220 м/с; Т^ II28-I453

в)Ц =262 м/с; 1^=923-1233 К; ^ =0,19-0,26 МБт/м*

ращений АТм ATW для кромок увеличивалось до 0,75, что в 4-5 раз больше, чем для средней части профиля, в охлаждающих каналах которой температура воды оставалась докритической.

Из представленных на рис. 8,а,б,в зависимостей средних значений количества тепла Q„, переносимого водой в тупиковом охлаждающем канале выходной кромки, температуры кромки 1М и воды Тв в канале от Ц и J^следует, что в области докрити-ческого состояния повышение температуры воды Те сопровождалось увеличением количества переносимого тепла Qк , более сильным, чем увеличение Тц , а переход воды в закритическое состояние вызывал уменьшение Q^ почти наполовину._

Обобщение полученных значений Q^ и Тв в виде зависимости

Nu-QK/(TB-TK0A)=C(CiP^)n

где ТК0/- температура воды в коллекторе рабочей лопатки, представлено на рис. 9. В области докригического состояния еоды критериальная зависимость имела вид

Nu =288A(CzPz)°'C9

закрйтического

Ни=Щ8(СгРг)°'09 (?)

Переход воды в закритическое состояние

СгРг - Ю Ю -

сопровождался изменением лишь коэффициента пропорциональности С ; показатель степени R niwGzPz оставался неизменным. Температура лопаток в периферийном сечении была на 50-80 К выше, чем в среднем. Расход еоды в зоне принудительной циркуляции слабо влиял на температуру лопаток (47^10 К).

Петлевая схема циркуляции бодч в охлаждающих каналах способствовала существенному выравниванию температурного поля и относительной глубины охлаждения лопаток 0=( J^Тко/^ (рис. 10). Неравномерность температуры и относительной глубины охлаждения по обводу профиля были почти втрое меньше, чем у лопаток с тупикоьыми каналами и составлялид 1М= 90-100 К,

= 0,15 (рис. 10,а,в). Абсолютный уровень температуры также мало изменялся при изменении расположения петлевчх каналов и слабо зависел от температуры газов 7"* и тепловой нагрузки ло-

150 ЮО 50

о-/ 9-1 9-г 9-е ¿-/о в-> 9-7 ГА-// 9-9 •-/<?

1

Т/Л 600

Ьоо

50

¿¿ща-

т

НрШ

100

№0

6)

гоо

гзо п/с

Рис. 8. Изменение количества тепла, переносимого водой, температуры выходной кромки и воды в охлаждающем канале _

Значения , К: I - 638-743; 2 - 803-878; 3 - 808-883; 4 - 848-1033; 5 -.748-873; 6 - 1073-1123; 7 - 1128-1419; 8 - 1213-1423; 9 - 1113-1413; 10 - 1088-1138; II - 1073-1172; 12 - 1028-1163

Ю'

/о'

ООО о __ <

—У" 9

/о'

/о*

)0*

СгР?

Рис. 9. Теплоперанос в охлаждающем канале

О - область докритического состояния вода; ф - закритичеокого

м

900

700

5ео\-

п

700

\ / / \ /

Г-»*-

1 с" /

а)

- 7 г

-Ь / л —0- —о——1

б)

1нн ВО

бд 80~Тпн

Б)

Рис. 10. Температура и относительная глубина охлаждения лопаток

а) ¡1 = 262 м/с; Т^ 1173 К; 0,258 МВтД?

I - одиночные петлевые каналы в кромках, 2 - парные, 3-е удлиненной периферийной перемычкой -.-_•-.- все охлаждающе каналы - тупиковые

б) Ц = 215 м/с, парные петлевые каналы

I - 1443 К, 0 = 0,29 МВт/м2, 2 - 1328, 0,27; 3 - 1128, 0,21

в) и = 262 м/с, Т^ = 1173 К

I - тупиковые каналы, 2 - петлевые

паток у (рис. 10,6). Слабая зависимость температуры лопаток от температуры газов свидетельствовала об устойчивом авторегулировании переноса тепла в охлаждающих каналах. Отношение приращений температуры лопаток АТми температуры газов Д составляло 0,15 и не зависело от . На периферийном сечении температура лопаток была на 15-30 К выше, чем на среднем. При указанном отношении приращений дТми ¿^температура лопаток, допустимая для их материала (ст. ЭИ802), достигалась при 2000К, которая не была реализована из-за перегрева газовыхлопа турбины.

Поверочные расчеты температуры выходной и входной кромок показали, что они охлаждались ветвями центростремительного (нагретого) потока в каналах. Такое направление циркуляции воды в каналах объяснилось, главным образом, разным влиянием на тепловую нагрузку их ветвей тупиковых каналов, остававшихся в кромочных зонах и теплоотдачи от газов, которая на кромках была наибольшей.

Одиночный петлевой канал обеспечивал стабильное ( лТм =

тХ

= 0,19Д/щ) и глубокое = 0,67-0,82) охлаждение выходной кромки в исследованных диапазонах изменения температуры газов 12, окружной скорости рабочих лопаток и и плотности тепло-бого потока на внутреннюю поверхность канала ^ . Стабильному охлаждению выходной кромки способствовало авторегулирование расходаскорости V и нагрева ¿7 воды в канале, изменение которых при изменении Ц яМ определялось гидравлическим сопротивлением канала и значением величины рр2/Ср • Диапазоны изменения Сд, И, 4 7 составили, соответственно (О,245-1,02).Ю-3 кг/с, 0,33-1,52 м/с, 60-126 К. Результаты расчета и обобщения значений коэффициента гидравлического сопротивления какала ^ в указанных диапазонах Су лТ представлены на рис. II.

}= (8-18)- Ю3 м/с2

% = 1,9540*/?^6( ьЧу)

При £ = (54-137)-Ю3 м/с1

^ = 87140 ^е'9(й/у)

1о2>56/п/Г/\2,1 (8)

г'оР/, //„V/' <9)

:\э <л,

Рис. II. Зависимость коэффициента гидравлического сопротивления петлевого канала от параметра й/У и числа Яр

а) ^ = (8-18).Ю® м/с2: I -йе = 1,5-Ю3; 2 - 2-Ю3; 3 - 2,5-ГО3; 4 - З-Ю3; 5 - 3,5-Ю3; 6 - 4-Ю3; 7 - 5-Ю3

б) ¿- = (54-137).Ю3: 8 - йе= 6.5.103; 9 - 7-Ю3; 10 - 7,5-Ю3; II - 8,5'Ю3; 12 - 9-Ю3; 13 - 1-Ю4; 14 - 1Д.103; 15 - 1.2.103

Усиление зависимости^ от ^е с увеличением ¿ сЕИдетель-ствовало о ламиниризации_ течения в канале под действием вращения. Влияние отношения и/\/ на коэффициент гидравлического сопротивления канала ^ сильнее, чем при течении без подвода тепла. Это обусловлено интенсификацией ьторичных течений в поле кориолисовнх ускорений вследствие изменения плотности в поперечном сечении канала.

Коэффициент теплоотдачи в канале изменялся в пределах (Х= 5220-П2802Вт/1^К, возрастал с увеличением критериального комплексаС2Яг и убывал с увеличением коэффициента гидравлического сопротивления, вызывая соответствующее изменение количества отводимого тепла Ок (рис. 12). Е исследованном диапазоне изменения С и ^ критериальные зависимости теплообмена в петлевом канала имеют вид:

Nи= (10)

^и-о,/ллТс!=о,785^5(е/а)°%Р1)0'5

где - длина канала от входа до выхода.

Зависимость (II) аналогична теоретической зависимости, полученной в МВТУ для расчета теплообмена в петлевом охлаждающем канале. ^

Суммарные относительные погрешности условного числа Ь/и и критериального комплекса СъРг б подводящей трубке модели, коэффициентов гидравлического сопротивления ^ и теплоотдачи С^в петлевом охлаждающем канале оценивались по выражению

(12)

где д/ - перечисленные вше итоговые величины; 1С - определяющие их опытные параметры; дЫ/дК-^- частные производные итоговых величин по опытным параметрам; Д/С-- абсолютные погрешности опытных параметров.

Максимально значения суммарных относительных погрешностей итоговых величин с ос таг-ляли

м

00

А/и £

ГО'

11

-Л №

У* 1 . ; !!

! , 1 1 1 1 11

/о' г чб в,0* е «

Рис. 12. Теплообмен в петлевом канале .

I - Ц = 63-94 м/с; 2 - 165; 3 - 204-220; 4 - 262

0,195; ¿"(С*Рч)< 0,1; 5 о? =0,17; &йв = 0,16.

Четвертая глава посвящена вопросам эксплуатационной надежности водоохлаждаемого ротора турбины энергетической ГТУ.

При проведении испытаний в общей сложности было выполнено 46 пусков ГТУ с ЭГТ. Итоговая наработка ГТУ составила около 350 часов, в тем числе 30 часов с Т-*с»1440 К. Обычно ГТУ работала непрерывно в течение 4-8 часов с температурой газов Гц = 900-1500 К. Длительность пуска от зажигания топлива в кг мере сгорания турбины до холостого хода ГТУ составляла 20-30 мин, изменения температуры газов при пуске ГТУ не оказывали существенного влияния на температуру рабочих лопаток турбины.

Испытания ЭГТ наряду с решением исследовательских задач позволили выявить дефекты и доработать конструкцию деталей и узлов, от которых в наибольшей степени зависит эксплуатационная надежность ротора ЭГГ.

Были отработаны:

- устройство ввода с импеллерным уплотнением режимы подачи веды в ротор, в том числа при пуске перед зажиганием топлива, когда частота вращения ротора невелика (Й.сг0,2), а расход составляет 5-10$ от номинального;

- методы контроля гидравлической плотности ротора;

-методы и режимы балансировки ротора с удалением из внутренней полости воды, препятствующей получению стабильных результатов;

- методы контроля сохранения годности рабочих лопаток по твердости п микроструктуре материала лопатки и припоя;

- требования к качеству охлаждающей воды, ее химическому составу и фильтрации, обеспечившие отсутствие внутренних отложений в системе охлаждения.

Б начале освоения ЭГГ имелись случаи разуплотнения тракта охлаждения рабочих лопаток. Их причинами являлись недостаточная надежность приварки крышек коллекторов в хвостовиках и пайки муг£т, вибрационные нагрузки на подводящие трубки, а также повы-аоппке температуры в зоне кромок с тупиковыми каналами. Корректировка конструкции муфт, улучшение технологии пайки и огарки, улучшение демпфирования колебаний подводящих трубок и контроля

режимов работы ЭТТ обеспечили надежность ее эксплуатации.

Опыт эксплуатации ЭГТ и совершенствования конструкции ее деталей явился основанием для разработки профиля важнейших узлов Еодоохлаждавмого ротора турбины мощной энергетической ГТУ, технологии изготовления рабочей лопатки оболочково-стержневой композитной конструкции, устройства тракта принудительной циркуляции и узла ввода воды в ротор.

ЗАКЛШЕБИЕ

1. При парогазовых установках имеется возможность использования эффективного и легкодоступного охладителя газовой турбины - питательной воды котла.

Водяное охлаждение турбины позволяет повысить начальную температуру газов до 1900-2000 К и использовать тепло, отведенное водой в цикле ПТУ.

Отвод и потери тепла охлаждения можно уменьшить, а экономичность ГТУ и ПГУ повысить путем применения в турбине системы внутреннего охлаждения ротора с естественно-конвективной циркуляцией воды в охлаждающих каналах рабочих лопаток.

Система такого охлаждения способна к аеторегулированию переноса тепла при изменении тепловой нагрвзки лопаток при наименьших, по сравнению с другими системами, потерях охлаждающей воды.

2. Проектирование системы внутреннего водяного охлаждения ротора высокотемпературной турбины мощной энергетической ГТУ требует теоретических и экспериментальных исследований гидравлики, теплообмена и переноса тепла в охлаждающих каналах при значениях центростремительного ускорения, тепловой нагрузки, температуры и давления вода, близких таковых в условиях турбины мощной энергетической ГТУ, поиска конструкторских решений для системы охлаждения рабочих лопаток и ротора в целом, и проверки их эксплуатационной надежности, выполненных в диссертации.

- 3. Основными этапами расчета системы естественно-конвектиЕ-ного охлаждения рабочих лопаток турбины яеляются: определение температуры воды в коллекторе лопатки на основе расчета теплообмена в ее подводящей трубке, расчет расхода, граничных условий

теплообмена, нагрева и средних значений температуря и давления воды, при которых устойчивое авторегулирование переноса тепла в охлаждающих каналах и температуры лопаток сочетается с ограничением отвода тепла в систему охлаждения.

4. В диссертации разработан метод определения тепловых и гидравлических характеристик системы естественно-конвективного охлаждения и на его основе создана математическая модель, дающая полное описание процессов циркуляции вода в системе охлаждения, аЕТорегулирования переноса тепла в охлаждающих каналах и температуры лопаток при изменении их тепловой нагрузки и окружной скорости.

Справедливость созданной математической модели гидравлики и теплообмена в системе охлаждения рабочих лопаток подтверждена путем экспериментального исследования элементов системы охлаждения на стендовой модельной и газотурбинной установках.

Интенсивность переноса тепла в системе охлаждения лопаток однозначно определяется комплексом физических параметров воды

общественно уменьшить отвод тепла в систему охлаждения за счет повышения температуры воды в охлаждающих каналах можно только в области закритического состояния воды.

При закритических значениях температуры и давления воды, характерных для турбин мощных энергетических ГГУ, надежное охлаждение рабочих лопаток достигается с ограничением отеодэ тепла, без переохлаждения по отношению к уровню жаропрочности современных лопаточных материалов.

5. Результаты экспериментального исследования циркуляции и теплообмена в подводящей трубке в широком диапазоне изменения центростремительного ускорения и тепловой нагрузки, подтвердили стабильность диаметрально антисимметричной картины, течения воды, которая реализуется не только в прямых радиальных каналах, но и в трубках, имеющих технологический изгиб, и позволили уточнить зависимости для определения температуры воды в подводящей трубке и коллекторе рабочей допатки.

6. В условиях высокотемпературной ГГУ при закритическом состоянии воды из-за сопротивления циркуляции, которое создает перепад температуры воды в канале, невозможно обеспечить рав-

, зависящим от ее давления и температуры.

номерное л устойчивое охлаждение рабочих лопаток тупиковыми каналами, имеющими технологические изгибы при переходе из хвостовика в перо лопатки. Ориентация изгибов относительно направления вращения лопаток сильно влияет на сопротивление циркуляци! и нагрев воды в каналах.

7. Для охлзвдения рабочих лопат об турбины целесообразно использовать каналы с петлевой схемой циркуляции воды. Такая схе ма циркуляции обеспечивает более равномерное, чем при тупиковых каналах, охлаждение лопаток. Сравнительные эксперименты показали, что в лопатках с петлевыми каналами разница максимальной

и минимальной температуры в сечении снизилась до 90 К, против 300 К у лопаток с тупиковыми каналами.

Впервые экспериментально получены зависимости для расчета коэффициентов гидравлического сопротивления и теплоотдачи в петлевых каналах в условиях вращения и высокой тепловой нагрузки.

8. Экспериментально показана возможность использования зависимостей, полученных ЦИАМ при .значениях центростремительного ускорения (0,9-6,0)'Ю3 м/с^, для расчета по ним теплообмена температуры воды в подводящей трубке я коллекторе рабочей лопатки при значениях центростремительного ускорения

(9,0-Г0э - Г-Ю5) м/с2, таких же как в условиях мощной ГТУ.

9. Испытания ЭП наряду с решением исследовательских задач позволили выявить особенности и отработать методы и режимы эксплуатации ГТУ с водоохлаждаемым ротором, осуществить доводку

и усовершенствовать конструкцию узлов ротора, определяющих в наибольшей степени надежность его работы. Полученный при этом опыт является основанием для разработки профиля и технологии изготовления деталей и узлов Еодоохлаждаеглого ротора мощной энергетической ГГУ.

0&НОЕННВ положения диссертации опубликованы б следующих

работах:

1. Балашов Ю.А., Хомиченко Б.Н., Горбунов К.К., Житекев А.И. Экспериментальное исследование замкнутого одноконтурного водяного охлаждения ротора высокотемпературной ГТУ// Энергетическое машиностроение. 1282. J? 33. С.69-76.

2. Хомиченко В.Н., Балашов 1С.А., Цикулин А.!Л. Экспериментальное исследование петлевого канала водоохлаждаамой рабочей лопат' ки ГТ7// Теплоэнергетика. 1988. 5 II. С.22-25.

3. Хомиченко Г.Н., Балашов Ю.А. Влияние на перекос тепла физических параметров воды в системе охлаждения рабочих лопаток газовой турбины// Теплоэнергетика, 1989. $ II. С.38-39.